汽車設計課程設計-三菱帕杰羅膜片彈簧離合器設計【全套圖紙】 .pdf

1 第 1 章 緒論 1.1 引言 近年來各國政府都從資金、技術方面大力發(fā)展汽車工業(yè)，使其發(fā)展速度明顯 比其它工業(yè)要快的多，因此汽車工業(yè)迅速成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的標志。 對于內燃機汽車來說，離合器在機械傳動系中作為一個獨立的總成而存在， 它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接聽總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦 式離合器主要依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。 在早期研發(fā)的離合器中，錐形離合器最為成功。現(xiàn)今所用的盤片式離合器的 先驅是多片盤式離合器，它是直到 1925 年以后才出現(xiàn)的。20 世紀 20 年代末， 直到進入 30 年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才采用多片離合器。 多年的實踐經(jīng)驗和技術上的改進使人們逐漸趨向于首選單片干式離合器。 近來，人們對離合器的要求越來越高，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結構正逐 步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展， 傳統(tǒng)的操縱形式的操縱形式正向自動操縱 的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉 速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。 隨著汽車發(fā)動機轉速、功率不斷提高和汽車電子技術的高速發(fā)展，人們對離 合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧 離合器結構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展， 傳統(tǒng)的操縱形式正向自動 操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的 高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。隨 著計算機的發(fā)展，設計工作已從手工轉向電腦，包括計算、性能演示、計算機繪 圖、制成后的故障統(tǒng)計等等。 膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型載貨汽車上廣泛采用的一種離合器 2。因其作為壓簧，可以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化， 質量減少，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧與壓盤以整 個圓周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在 從動盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，而不致產(chǎn)生滑離。離 合器分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片彈 簧是一種對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈離合 器在高速時，因受離心力作用會產(chǎn)生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓 2 盤的壓緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降5。那么可以看出，對于輕型車 膜片彈簧離合器的設計研究在改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意 義。 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706 由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點， 并且制造膜片彈簧離合器的工藝 水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用，而 且正大力擴展到載貨汽車和重型汽車上，國外已經(jīng)設計出了傳遞轉矩為 802000n.m、最大摩擦片外徑達 420 的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、 客車、輕型和中型貨車上。甚至某些總質量達 2832t 的重型汽車也有采用膜片 彈簧離合器的，但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要高。膜片彈簧離合器的 操縱曾經(jīng)都采用壓式機構， 即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內端的分離指處 是承受壓力。當前膜片彈簧離合器的操縱機構已經(jīng)為拉式操縱機構所取代。后者 的膜片彈簧為反裝，并將支承圈移到膜片彈簧的大端附近，使結構簡化，零件減 少、裝拆方便；膜片彈簧的應力分布也得到改善，最大應力下降；支承圈磨損后 仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。 而在壓式結構中支承圈 的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程。12 離合器的結構由：從動盤、壓盤、膜片彈簧、扭轉減震器、離合器蓋分離軸 承等組成。 3 圖 1.1 離合器結構示意圖 1- 齒圈 2- 從動盤 3- 壓盤 4- 膜片彈簧 5- 離合器蓋 6- 分離軸承 7- 飛輪 離合器的功用： 1）離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力專遞，保證汽車 起步時將發(fā)動機與傳動系平順地結合，確保汽車平穩(wěn)起步； 2）在換擋時發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋此輪之間的沖擊； 3）在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所傳動的最大轉矩，以防 止傳東西各零部件因超載而損壞； 4）有效的降低傳動系中的震動與噪聲。 1.2 離合器研究現(xiàn)狀 1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 國外研究狀況： 1891 年, 法國人制成了摩擦片式離合器,但多片濕式摩擦離 合器的片與片之間容易被油粘住, 致使離合器分離不徹底, 造成換檔困難, 所 以它又逐漸被干式多片離合器取代。 多片干式離合器的主要優(yōu)點是由于接觸面數(shù) 多, 故接合平順柔和, 保證了汽車的平穩(wěn)起步; 但因片數(shù)多, 從動部分的轉動 慣量較大, 還是感到換檔不夠容易; 另外, 中間壓盤的通風散熱不良, 容易引 起過熱,加快了離合器的磨損, 如果調整不當還可能引起離合器分離不徹底。多 年的實踐經(jīng)驗使人們逐漸趨向采用單片干式離合器, 它具有從動部分轉動慣量 小、散熱性好、結構簡單、調整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點; 但在使用初 期接合不夠平順。隨著科學的進步, 通用公司于 1938 年推出的液力自動變速器 4 (hydra2m at ic) , 用液力偶合器代替了普通的離合器裝置, 它的特點是自適應 性強, 使得車輛起步平穩(wěn)、迅速, 加速均勻, 乘坐舒適, 但其缺點是效率低。 1948 年別克汽車成功地使用了液力變矩器, 變矩器與液力偶合器相比不僅可以 傳遞發(fā)動機的扭矩, 還可以將其提高 1 倍。 自 1978 年以來, 克萊斯勒公司的托 克弗萊特型自動變速器又有新的改動, 它采用了一個“鎖止式變矩器”, 這種設 計消除了車輛在高速擋運轉時常見的動力傳遞損耗, 從而提高了單位燃油的里 程數(shù)。 80 年代以來除了傳統(tǒng)的裝用液力變矩器的自動變速器外, 又出現(xiàn)了新的、 純機械式自動變速器, 它由干式離合器和傳統(tǒng)的手動機械式變速器加上微機控 制實現(xiàn)自動操縱。通常比同條件下的液力自動變速器節(jié)油 10% 30%。在離合器 的操縱機構中, 由于重型和中型汽車的離合器壓緊彈簧的壓緊力很大, 人們又 采用各種助力裝置來減輕駕駛員的勞動強度, 如日本日產(chǎn) tkl 20 型重型汽車采 用彈簧助力 1。 近年來為了實現(xiàn)離合器的自動操作，有自動離合器。與其他自 動傳動系統(tǒng)相比它具有結構簡單成本低，傳動效率高的優(yōu)點。在歐洲小排量汽車 上得到廣泛的應用。次外由于多片濕式離合器在技術上的不斷改善，在國外的某 些重型牽引車和自卸車上又開始采用多片濕式離合器，并有不斷增加的傾向。隨 著汽車行業(yè)的不斷發(fā)展，業(yè)內的國際合作越來越多。從國內外發(fā)展的動向看，汽 車的性能在向高速發(fā)展，發(fā)動機的功率和轉速不斷提高，載重汽車趨向大型化， 所以離合器還要在現(xiàn)有的基礎上不斷改進和提高以適應性的使用條件。 1.2.2 國內研究狀況 20 世紀 80 年代中期，汽車離合器在國內外迅速發(fā)展，普及率越來越高，不 少車型把他作為標準配置推出。汽車離合器在我國一直處于落后狀態(tài)除了 70 年 代長春第一汽車制造廠曾為紅旗牌轎車配置了汽車離合器之后將近二十幾年來 國產(chǎn)轎車從未出現(xiàn)過離合器總成。自從 20 世紀 80 年代以來，國外大量的現(xiàn)代化 轎車進入我國市場，隨著我國改革開放的進一步深入，國家對汽車工業(yè)的投資規(guī) 模日益擴大國內外汽車生產(chǎn)企業(yè)對高質量、高水平、高效率的汽車離合器的需求 越開越迫切。隨著國內汽車市場的發(fā)育成長，汽車離合器產(chǎn)品逐步細化，產(chǎn)品的 針對性越來越強，因此在保證現(xiàn)有汽車離合器生產(chǎn)和改進的同時，從分認識到國 際合作開發(fā)機遇，取長補短，開發(fā)和生產(chǎn)具有自主知識產(chǎn)權、適合我國國情的汽 車離合器。目前，全國有汽車離合器生產(chǎn)企業(yè)約 200 多家，其中又有一定產(chǎn)能和 規(guī)模的企業(yè)有30多家。 2005年我國14離合器生產(chǎn)企業(yè)生產(chǎn)離合器總成為516.49 萬套。2006 年受國內汽車市場迅猛增長，12 家企業(yè)離合器總成產(chǎn)量突破 862 萬 5 套。 但由于乘用車中自動擋比例的上升，傳統(tǒng)汽車離合器所占的份額有下降的趨 勢。 目前國內主要汽車離合器生產(chǎn)企業(yè)按目標市場的不同，可分為 oem 市場、售 后市場和出口市場三類。由于各目標市場對企業(yè)規(guī)模、供貨能力的要求不同，因 而進入各市場的難易程度也不同。目前，售后市場中企業(yè)間的差別最大，從小作 坊到大型國企，從民營私企到外方獨資、國有控股等呈多樣化，產(chǎn)品質量也參差 不齊。據(jù)環(huán)咨人員統(tǒng)計：2006 年我國汽車零部件市場中，正規(guī)企業(yè)產(chǎn)品約占市 場份額的 30%，仿制產(chǎn)品約占 40%，翻新產(chǎn)品約占 30%。從各類企業(yè)性質來看， 國企約占 26.2%，外企占 34.8%，民企占 39%。在產(chǎn)品配套方面，乘用車領域體 系內配套的情況較為明顯，而商用車的采購范圍則較廣。 我國汽車離合器行業(yè)在經(jīng)歷了改革改造、引進消化、改制重組， 在激烈的 市場競爭中，汽車離合器市場在行業(yè)規(guī)模、產(chǎn)品技術、經(jīng)營管理等方面取得了較 好的發(fā)展。目前，國內汽車離合器企業(yè)約 100 余家(不含家庭作坊)。2005 年汽 車離合器市場總銷售額約 35 億元；從業(yè)人員 12880 人，其中工程技術人員 1075 人；固定資產(chǎn)總額 151 億元；利稅總額 279 億元；全年共產(chǎn)銷汽車離合器蓋 總成 1 000 萬件，汽車離合器從動盤總成 2000 萬件，液力變矩器 10 萬套。到 2010 年,我國離合器總銷售額將達 84 億元。 國內汽車工業(yè)的快速發(fā)展吸引了零部件巨頭的加入， 國際著名汽車離合器 企業(yè)zl：lvaleo、luk、sachs、exedy、eaton 等都在中國設立了合資或獨資企 業(yè)，完成了在華的戰(zhàn)略布局，使得該行業(yè)競爭加劇。他們不僅向原來并無份額的 配套市場和售后市場滲透，還不斷擴大其投資規(guī)模，改變股比，提高控制力。加 大了專利在中國申報及保護力度， 使得國內傳統(tǒng)汽車零部件企業(yè)面臨巨大的技術 挑戰(zhàn)和壁壘。供應商的資金實力、技術質量水平和管理水平影響著企業(yè)生產(chǎn)規(guī)模 的維持及擴大。 1.3 本設計的目的和意義 目的：通過在大學里所學的汽車專業(yè)知識，利用各種資源，對三菱汽車旗下 的品牌進一步有所學了解，對三菱帕杰羅的各種技術參數(shù)有所了解。并對離合器 的現(xiàn)狀、發(fā)展、以及功用、結構、原理進行全面的理解和掌握，完成對三菱三菱 帕杰羅膜片彈簧離合器的設計，使其滿足在各種工況下的使用要求的。同時更好 的學習和掌握汽車構造、機械設計、和汽車設計等專業(yè)知識和技能。對設計離合 器的步驟，方法，注意事項，有所全面的了解，為以后走向工作崗位奠定基礎。 6 意義：離合器作為底盤傳動系中的重要部件，它起著從發(fā)動機到傳動系中齒 輪之間橋梁的作用它的重要性不可忽視。 汽車離合器的機構形式和設計參數(shù)不僅 對離合器的耐久性、可靠性、質量、效率、壽命和噪聲等方面有重要影響，也對 汽車的平穩(wěn)起步、換擋平順、防止傳動系過載有直接影響。此外，離合器不僅僅 在汽車行業(yè)有所應用，在其他機械傳動中也有應用。因此，設計出機構簡單，工 作可靠，造價低廉的離合器能降低整車生產(chǎn)成本，推動汽車經(jīng)濟的更好發(fā)展。 1.4 本設計的主要內容： 1.摩擦式離合器的基本結構尺寸和參數(shù)的選擇(摩擦片外徑 d、離合器后備 系數(shù)和單位壓力 p)及計算。 2.離合器零件的結構選型及設計計算 1) 從動盤總成設計； 2) 壓盤設計離合器蓋總成設計； 3) 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇、設計和強度校核； 4) 扭轉減震器及操縱機構各設計 5) 繪制離合器裝配圖及各零件的零件圖； 第 2 章 膜片彈簧離合器基本參數(shù)的選擇 汽車上所用的摩擦離合器，既有傳遞發(fā)動機的轉矩，又要靠它的滑磨來使汽 車平穩(wěn)起步。因此，在設計離合器時，不僅在任何情況下都能可靠地傳遞轉矩， 而且還應有足夠的使用壽命，這就要合理地選擇其基本結構及設計參數(shù) 2.1 離合器的原理及滿足的要求 工作原理：發(fā)動機是離合器的主動部件，帶有摩擦片的從動盤和從動盤轂由 花鍵與變速器第一軸相連。壓緊彈簧將從動盤壓緊在飛輪斷面上。發(fā)動機轉矩即 靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上， 再由此經(jīng)過變速器的第 一軸和傳動系統(tǒng)一系列部件傳給驅動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能 傳遞的轉矩也越大。 離合器應滿足的要求： 1) 在任何行駛條件下， 既能可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩并有適當?shù)霓D矩儲備 又能防止傳動系超載。 7 2） 結合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步是沒有抖動和沖擊。 3） 分離時要迅速、徹底。 4） 從動部分轉動慣性要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋 和減小同步器的磨損。 5） 應有足夠的吸熱能力，和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過 高，延長期使用壽命。 6） 應該避免和衰減傳動系的扭轉振動并有具有吸收震動緩和沖擊和減低噪 聲的能力。 7） 操縱輕便準確，以減輕件駕駛員的疲勞。 8） 作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因子在離合器工作過程中變 化盡可能的小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9） 具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠使用壽命長。 10）結構簡單、緊湊、質量小、制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便。 2.2 壓緊彈簧的結構型式 離合器壓緊彈簧的結構型式有：圓柱螺旋彈簧、矩形斷面的圓錐螺旋彈簧和 膜片彈簧等?？刹捎醚貓A周布置、中央布置和斜置等布置型式。根據(jù)壓緊彈簧的 型式及布置，離合器分為： 2.2.1 周置彈簧離合器 周置彈簧離合器的壓緊彈簧是采用圓柱螺旋彈簧并均勻布置在一個圓周上。 有的重型汽車將壓緊彈簧布置在同心的兩個圓周上。周置彈簧離合器的結構簡 單、制造方便，過去廣泛用于各種類型的汽車上?，F(xiàn)代由于轎車發(fā)動機轉速的提 高(最高轉速高達50007000rmin或更高)，在高轉速離心力的作用下，周置彈 簧易歪斜甚至嚴重彎曲鼓出而顯著降低壓緊力；另外，也使彈簧靠到定位座柱上 而使接觸部位嚴重磨損甚至出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象。因此，現(xiàn)代轎車及微、輕、中型客車 多改用膜片彈簧離合器。 但在中、 重型貨車上， 周置彈簧離合器仍得到廣泛采用。 2.2.2 中央彈簧離合器 采用一個矩形斷面的圓錐螺旋彈簧或用12個圓柱螺旋彈簧做壓簧并布置 在離合接觸，因此壓盤由于摩擦而產(chǎn)生的熱量不會直接傳給彈簧而使其回火失 效。壓簧的壓緊力是經(jīng)杠桿系統(tǒng)作用于壓盤，并按杠桿比放大，因此可用力量較 小的彈簧得到足夠的壓盤壓緊力，使操縱較輕便。采用中央圓柱螺旋彈簧時離合 器的軸向尺寸較大，而矩形斷面的錐形彈簧則可明顯縮小軸向尺寸，但其制造卻 比較困難，故中央彈簧離合器多用在重型汽車上以減輕其操縱力。 8 2.2.3 斜置彈簧離合器 斜置彈簧離合器是重型汽車采用的一種新型結構。以數(shù)目較多的一組圓柱螺 旋彈簧為壓緊彈簧，分別以傾角（彈簧中心線與離合器中心線間的夾角）斜向作 用于傳力套上，后者再推動壓桿并按杠桿比放大后作用到壓盤上。這時，作用在 壓桿內端的軸向推力等于彈簧壓力的軸向分力。 當摩擦片磨損后壓桿內端隨傳力 套前移，使彈簧伸長，壓力減小，傾角亦減小，而余弦值則增大。這樣即可使在 摩擦片磨損范圍內壓緊彈簧的軸向推力幾乎保持不變， 從而使壓盤的壓緊力也幾 乎保持不變。同樣，當離合器分離時后移傳力套，壓盤的壓緊力也大致不變。因 此，斜置彈簧離合器與前兩種離合器相比，其突出優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定。與 周置彈簧離合器比較，其踏板力約可降低35。 2.2.4 膜片彈簧離合器 膜片彈簧離合器是用膜片彈簧代替了一般螺旋彈簧及分離桿機構而做成的 離合器，在離合器中采用膜片彈簧做壓簧有很多優(yōu)點： 1）膜片彈簧具有非常理想的非線性特性，彈簧壓力在摩擦片的允許范圍內 基本保持不變，因而離合器工作中能能保持傳遞的轉矩大致保持不變。 2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊、軸向尺寸 小零件數(shù)目少，質量小。 3）膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸是壓力分布均勻摩擦片接觸良好，磨損 均勻。 4）高速旋轉是彈簧壓力降低很少，性能穩(wěn)定。 5）易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長。 6）膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平行性好。 因此，綜合以上因素考慮，采用膜片彈簧作為離合器的壓緊彈簧。 2.3 基本結構尺寸參數(shù)的選擇 2.3.1 摩擦片的設計 表 2. 1 設計技術數(shù)據(jù)參數(shù)表 1）摩擦片外徑 d 的確定 按發(fā)動機最大轉矩來選定 d 時用如下公式 整備質量 1830 kg 前后輪胎規(guī)格 235 70/r16 最大功率- - - 功率值 100 kw 主減速器傳動比 4.55 最大功率- - - 轉速 5250 r/min (rpm) 一檔傳動比 3.11 最大扭矩- - - 轉速 2500 r/min (rpm) 最高時速 160 km/h 9 mm246 33 200 100 a t 100d emax = a - 系數(shù) 取 33 小轎車 a=47，一般貨車 a=36，載貨汽車 a=19 temax - 發(fā)動機最大轉矩 根據(jù)參考資料2表 3.2.1 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 選擇基本尺寸如下 表 2.2 摩擦片參數(shù)表 外徑 d /mm 內徑 d /mm 厚度 /mm c=d/d 1-c 3 250 155 3.5 0.620 0.762 2.3.2 后備系數(shù)的確定 后備系數(shù)是離合器設計中的一個重要參數(shù)， 他反映了離合器傳遞發(fā)動機最 大轉矩的可靠程度。在選擇時，應考慮摩擦片在使用中磨損后離合器仍能可靠 地傳遞發(fā)動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕 便等因素。 為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨時間過長，不宜選的太小； 為是離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，不宜選的太大； 當發(fā)動機后備功率較大、使用條件好時可選的小些；當使用條件惡劣、需要提 高起步能力，減少離合器滑磨，應選大些；汽車質量越應選的越大大；膜片 彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持穩(wěn)定，可選的小些； 表 2.3 離合器后備系數(shù)的取值范圍 車型 后備系數(shù) 乘用車及最大總質量小于 6t 的商用車 1.201.75 最大總質量為 614t 的商用車 1.602.25 掛車 1.804.00 由表 2.3 選取=1.9 2.3.3 單位壓力 p0的確定 單位壓力 p0對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合 器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等 因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時，加應取小些；當摩擦片外徑較 大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增 大 p0金屬陶瓷材料的單位允許壓力為 0.44 -0.82 p0 = 0.7 2.3.4 摩擦因子 f 的選擇 10 摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、 單位壓力和滑 磨速度等因素。 表 2.4 摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數(shù) f 石棉基材料 模壓 0.200.25 編織 0.250.35 粉末冶金材料 銅基 0.250.35 鐵基 0.300.50 金屬陶瓷材料 0.4 摩擦片采用金屬陶瓷材料 根據(jù)表 2.4 取 f=0.4 2.4 摩擦片的優(yōu)化 1)摩擦片外徑 dc（mm）的選取應使最大圓周速度 vd不超過 6570 m/s smd emas /7065 m/s68102505250 60 10n 60 v 33 d m+ 3）為了反映離合器傳遞的轉矩并保護超載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉 矩應小于其許用值，即 )( 4 0 22 0c c c t ddz t t = （2.1） maxec tt= （2.2） 3 . 00062 . 0 )155250(214 . 3 3804 380200.91 22 0 = = = c c t t 根據(jù)參考資料 汽車設計 第四版 表 2- 5 單位摩擦面積傳遞轉矩許用值 tc0 符合使用規(guī)定 4）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā) 生燒傷，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功應小于其使用值 11 22 22 22 222 2 1 2 0 222 .4j/mm0/31 . 0 )( 4 37025) 11 . 3 55 . 4 344 . 0 1830 ( 1800 250014 . 3 )( 1800 = = = = mmjw ddz w w j ii rmn w g rae w- - - - - 為單位摩擦面積滑磨功（j/mm） a m 為汽車總質量 r r- - - - - 為輪胎輪胎滾動半徑 gi - - - - - 為汽車起步時所用變速器單位的傳動比 0i - - - - - 為主減速傳動比 e n - - - - - 為發(fā)動機轉速 2.5 本章小結 在離合器的基本性能關系著很多基本參數(shù)，通過查閱資料，工具用書，圖表 和汽車的工作環(huán)境等選取合適的后備系數(shù)； 摩擦因數(shù)； 單位壓力等一些基本參數(shù)。 本設計將通過這些參數(shù)的選取對離合器進行進一步的設計。 第3章 從動盤總成設計 從動盤是離合器的主要部件，在設計時應確定其結構形式（是否帶有扭轉減 震器）和從動片的結構形式（整體式、分開式、混合式） 。從動盤的結構對離合 器在工作過程中的性能等各方面有很大影響， 因此在設計時應擇優(yōu)設計最合適的 從動盤總成。 3.1 從動盤的組成型式及要求 組成： 從動盤主要由：從動片、摩擦片、從動盤轂和扭轉減震器等組成。 要求： 1）為了減少變速器換擋時輪間的沖擊載荷，從動盤的轉動慣量應盡可能小。 2）為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面上的壓力分布均勻等，從動盤應具有軸 向彈性。 12 3）為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應有扭轉減震 器。 4）要有足夠的抗爆裂強度。 3.2 從動片設計 為了使單盤離合器結合柔和，起步平穩(wěn)，從動盤一般應具有軸向彈性。具有 軸向彈性的從動片結構可分為：整體式、分開式和組合式三菱三菱帕杰羅膜片彈 簧離合器的從動盤采用分開式設計。 其是將從動片的直徑做的較小，而在外緣 上鉚接 8 個扇形狀的波形彈簧片， 倆摩擦片分別于從動片和波形彈簧片鉚接在一 起。由于波形彈簧片比從動片薄，容易的到較小的轉動慣量，另外波形彈簧片是 由同一模具沖制而成其剛度可一保證一致。 設計從動片時需盡量減輕其重量并使其質量的分布盡可能地靠近旋轉中心， 已獲得較小的轉動慣量。從動片一般做的比較薄通常是 1.32.0 的鋼板沖制而。 選取從從動盤厚度為 2mm 3.3 從動盤轂設計 根據(jù)參考資料2表 4.1.2 按國標 gb1144- - 1974 選定花鍵標準，設計時花鍵 的結構尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉矩選取，選從動盤轂直徑 d=140mm。 表 3 .1 從動盤轂花鍵尺寸表 從動盤外 徑 d/mm 花鍵齒數(shù) n 花鍵外徑 d/mm 花鍵內徑 d/mm 齒厚 b/mm 有效長度 l/ mm 擠壓應力 /mpa 250 10 35 28 4 35 10.4 3.4 花鍵強度校核 mp 2 . 10 355 . 310 12600 = = nhl p 擠壓 （3.1） ()() kn 6 . 12 2835 20044 max = + = + = zdd t f e （3.2） d d-分別是花間的外內徑，m； z-從動盤轂的數(shù)目； temax-發(fā)動機最大轉矩，n.m; n-花鍵齒數(shù)； h-花鍵齒工作高度， h=（d- d）/2 l -花間有效長度， m 13 3.5 從動盤摩擦材料選擇 離合器摩擦面片在離合器結合過程中將遭到嚴重的滑磨， 在相對很短的時間 內產(chǎn)生大量的熱量，因此要求摩擦片應有下列一些綜合性能： 1）在工作時有相對較高的摩擦系數(shù)； 2）在整個工作壽命期內應維持其摩擦特性， 不希望出現(xiàn)摩擦系數(shù)衰退現(xiàn)象； 3）在短時間內能吸收相對高的能量，其有好的耐磨性能； 4）能承受較高的壓盤作用載荷，在離合器結合過程中表現(xiàn)出良好的性能； 5）能抵抗高轉速下大的離心力載荷而不破壞； 6）在傳遞發(fā)動機轉矩時，有足夠的剪切強度； 7）在整個正常工作溫度下范圍內，和對偶材料壓盤、飛輪等有良好的兼容 摩擦性能； 8）摩擦副對偶面有高度的容污性能，不宜影響他的們的摩擦作用； 9）具有較小的轉動慣量，材料加工性能良好； 10）具有優(yōu)良的性價比，不會污染環(huán)境。 摩擦片的摩擦材料有：石棉基摩擦材料、替代石棉基有機摩擦材料和金屬陶 瓷摩擦材料。綜合綜合各種要求，選擇金屬陶瓷作為從動盤的摩擦材料，其摩擦 系數(shù)大約在 0.4 左右，允許的單位壓力 0.7mpa 左右 摩擦片與從動盤之間可以鉚接，也可以粘接。鉚接的鉚釘應用銅或鋁等更軟 的金屬制造，其優(yōu)點是連接可靠，更換方便，適合在從動片上安裝波形彈簧片， 但摩擦面積利用率小， 使用壽命短； 粘接可增加摩擦面積， 且有較高的抗離心力， 但更換摩擦片困難， 午飯在從動盤上安裝波形彈簧片， 是從動盤不具有軸向彈性。 綜上考慮，設計時摩擦片與從動片之間的連接方式確定為以鉚釘連接。 3.6 扭轉減震器的設計 3.6.1 扭轉減震器的功能 1) 降低發(fā)動機曲軸與傳動系結合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭轉固有頻 率。 2) 增加傳動系扭轉阻尼，抑制扭轉共振影響振幅，并衰減因沖擊二產(chǎn)生的 瞬態(tài)扭振。 3）控制動力傳動系總成怠速是離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠 速噪聲和主減速器與變速器的扭振及噪聲。 4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷，改善離合器的結合平順性。 14 3.6.2 扭轉減震器主要參數(shù)的選擇 1）極限轉矩 j t 極限轉矩是指減震器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙 1 時所能 傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。 max )0 . 25 . 1 ( ej tt = （3.3） =2005 . 1 j t 300 nm 2）預緊轉矩 n t 減震彈簧在安裝時有一定的預緊力。 n t 增加， 其頻率將向減小頻率的 方向移動，這是有利的。但是， n t 不應大于 t 佛則反響工作時，扭轉減震器將 提前停止工作。 max )15 . 0 05 . 0 ( en tt = （3.4） n/m202001 . 0= n t 3） 阻尼摩擦轉矩 t 由于減震器扭轉剛度 k 受結構及發(fā)動機最大轉矩的影響限制，不可能很 低， 故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效抵消振，必須合理選擇減震器阻尼裝 置的阻尼摩擦轉矩 t 。 max )7.106.00 e tt（= （3.5） n/m20200.10= t 4）扭轉剛度 k 為了避免引起傳動系統(tǒng)共振，要合理選擇減震器的扭轉角剛度 k ，使共振 現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機正常的工作轉速范圍內。 radmnk tk j /390030013 13 = 15 5）減震彈簧位置半徑 0 r 0 r 的尺寸應盡可能大些，2/)75 . 0 6 . 0( 0 dr = （3.6） mm502/15565 . 0 0 =r 6）極限轉角 j 減震器從預緊轉矩 n t 增加到極限轉矩時 j t 從動片相對從動盤轂的極限 轉矩 j 為 0 2 arcsin2 r l j = （3.7） = =3 . 4 502 8 . 3 arcsin2 j l 為減震彈簧的的工作變形量 7）減震器彈剛度 k : k=）（ ）（ n/mm6.20 610501000 3900 )/( 1000 3-2 0 = =mmn nr k （3.8） 8）減震彈簧總壓力 f 當限位銷與從動盤轂之間的間隙 1 和 2 被消除，減震彈簧傳遞的轉矩達到 最大值 j t 時，減震彈簧受到的壓力 f 0 / rtf j = （3.9） nf600050/300= ntzj10006/6000= 3.6.3 減震彈簧的計算 1）彈簧中徑 c d 一般由結構布置決定通常， c d =1115mm 選擇 c d =12mm 2）彈簧鋼絲直徑 7 . 3 60014 . 3 12100088 3 = = czjd f d mm （3.10） 16 取 d=4 mm 3）減震彈簧最小高度=67 . 31 . 11 . 1 min dnl24.4mm n 為彈簧的總圈數(shù) 4）減震彈簧變形量l: 指減震彈簧在最大工作負荷下所生產(chǎn)的最大壓縮變 形 =260/1000/kfl3.8 mm （3.11） 5）減震彈簧自由高度=+=+=8 . 3 4 . 24 min0 lll 28.2mm （3.12） 6）減震彈簧的預變形 l ：減震彈簧安裝時的預緊壓縮變形 = = 50626 . 0 20 0 rkz t l j 0.25 mm （3.13） 安裝工作高度=25 . 0 2 . 28 0 lll 27.95mm （3.14） 7）從動盤相對從動盤轂的最大轉角 mmlll55 . 3 25 . 0 8 . 3 = （3.15） = = =2) 502 55 . 3 arcsin(2) 2 sin(arc2 0 r l （3.16） 8）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙4.52 1= 取.53 1= 9）先微笑的安裝尺寸 2 r ：sin 21 r= = 2 r 58 mm 10）限位銷直徑 d mmd125 . 9 = = d 10 mm 3.7 本章小結 從動盤對離合器來說是一個十分重要的部件它由摩擦片、 從動盤轂、 從動片、 波形彈簧片。本章分析了從動盤的結構和對摩擦片的尺寸，從動盤轂花鍵尺寸進 行設計和校核，以及扭轉減震器的設計，數(shù)據(jù)徑校核都滿足正常使用的要求。 17 第 4 章 膜片彈簧、壓盤和離合器蓋的設計 膜片彈簧是離合器的關鍵零件， 在設計時應參照參樣初步確定膜片彈簧的設 計尺寸，然后對其進行優(yōu)化，最后選定出其合理的結構尺寸。 壓盤和離合器蓋都是離合器的組要部件且還是主動部件， 在設計壓盤時應考 慮壓盤與離合器蓋的連接形式，離合器蓋應有足夠的剛度和強度。 4.1 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 4.1.1 h/h 比值的選擇 比值 h/h 對膜片彈簧的彈性特性影響極大， 為保證離合器壓緊力變化不大和 操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的 h/h 一般為 1.52.0，板厚 h 為 24 mm 。 初選 h/h= 1.73 h= 4.5 h=2.6 4.1.2 碟簧部分大端半徑 r、內半徑 r 及 r/r 的比值確定 18 r/r 越大彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈簧彈性特性線受直徑誤差的影 響越大，且應力越大。根據(jù)結構布置的壓緊力的要求，r/r 一般為 1.21.35。為 使摩擦片上的壓力分布均勻，推式膜片彈簧的 r 值應取為大于或等于摩擦片的 平均半徑 rc。 r/r = 1.25 r = 120 mm r = 94mm 4.1.3 彈簧起始圓錐底角的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內截高度 h 關系密切， =arctanh/(r-r) h/(r- r),一般在 9o15o 范圍內。 =10 r-r h arctan ）（ 4.1.4 膜片彈簧小端半徑 r0 及分離軸承作用半徑 rf 0 r 的值主要由結構決定其最小值應大于變速器第一軸花鍵軸半徑， 且 rf r0 r0 = 27 mm rf = 29mm 4.1.5 分離指數(shù)目 n 切槽寬度 1 窗口槽寬 2 及半徑 re尺寸選擇 分離指目 n 常取 18 1 = 3.23.5 2 = 910 e r 的取值應滿足 2 r e r er = 85 4.1.6 壓盤加載點 r1 和支撐環(huán)加載點半徑 r1尺寸半徑尺寸選擇 r1 和 r1 的取值將影響膜片彈簧的剛度， r1 應略大于 r 且盡量盡量， r1 應 略小于 r 且盡量接近。 r1 = 117 mm r1 = 96 mm 19 圖 4.1 膜片彈簧尺寸示意圖 表 4.1 膜片彈簧尺寸表 h 4.5 h 2.6 h/h 1.73 碟簧部分大端外徑 r/ mm 120 碟簧部分內半徑 r / mm 94 壓盤加載點半徑 r1 / mm 117 支撐環(huán)加載半 r1 / mm 96 切槽寬度 1 /mm 3.5 窗口切槽寬度 2 / mm 9 自由狀態(tài)圓錐底角 10 半徑 re / mm 85 膜片彈簧小端半徑 r0 /mm 27 分離軸承作用半徑 rf /mm 29 4.2 膜片彈簧的設計 4.2.1 繪制 11 f特性曲線 工作壓力 f1和膜片彈簧在壓盤接觸點出的軸向變形 1 關系式 ()() + = 2 11 1 11 1 11 2 1 1 )( 2 ln 16 fh rr rr h rr rr h rr r r eh （4.1） e 彈性模數(shù)，鋼材料?。籱pa101 . 2 5 =e 泊松比，鋼材料??；.30= h 彈簧厚度， mm h 彈簧部分內截錐高， mm 1最大變形量，mm 20 r 碟簧部分外半徑 ， mm r 碟簧部分內半徑 ， mm r1 膜片彈簧與壓盤接觸半徑 ， mm r1 支撐環(huán)平均半徑 ， mm 設 4 2 11 2 11 )(1 (6 ff eh rr = （4.2） h 1 1 = （4.3） 因此公式（5.1）就變成 + =1 2 r ln 11 1 11 111 rr rr h h rr rr h h r f （4.4） + =1 96117 94120 26 . 2 5 . 4 96117 94120 6 . 2 5 . 4 94 120 lnf 1 111 3 1 2 111 87.10784 . 0 74.90f+= （4.5） 11 .62 = （4.6） 11 12514ff = （4.7） 表 4.2 1 f 1 f 及 1 的值表 1 0.1 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2 1 f 0.089 0.164 0.276 0.342 0.373 0.377 0.363 0.340 0.317 0.303 0.339 0.406 1 0.26 0.52 1.04 1.56 2.08 2.6 3.12 3.64 4.16 4.52 5.20 5.72 1 f 1113 2052 3453 4279 4667 4717 4542 3966 3791 3854 4242 4080 21 圖 4.2 11 f 特性曲線 4.3 膜片彈簧工作點位置的選擇 離合器結合時膜片彈簧的大端變形量為 h1b1 ).01.80（= =6.14.80 b1 3 .3 mm 根據(jù)公式 （4.5） （4.6） （4.7）算出 離合器結合時膜片彈簧的壓緊力 f1 f1 = 4434 n a 點點：為摩擦片磨損的極限位置，根據(jù) b 點 0c sz = c z 摩擦片的總工作面數(shù)， 單片 c z = 2 0 s每摩擦片最大磨損量， 0.651.1 1.8 .902= mm c 點：點： 離合器分離時膜片彈簧的工作位置，一般在特性曲線的凹點附近， c 點的位置取決于壓盤升程 f1 =5.702szc f1 1.5 mm s徹底分離時每對摩擦片之間的間隙，單片s = 0.751.0 mm 離合器徹底分離時，膜片彈簧的變形量為 c1 22 4.8 .513 . 3 1b1c1 =+=+= f mm 8 . 15 . 13 . 3 1a1 = b mm 4.4 求離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷 f2的計算 由公式 () + = 2 1 2 1 2 2 1 2 2 22 2 ln 16 fh rr rr h rr rr h rr r r eh f fff ）（）（ （4.8） 1 11 1 2 rr rr f = （4.9） c11 = （4.10） 1 1 11 2 f rr rr f f = （4.11） 即 + = 2 11 1 11 1 111 2 1 2 2)()(1 (6 ln h rr rr h rr rr h rrrr r r eh f f （4.9） + = 2 2 5 2 6 . 2 96117 94120 2 8 . 4 5 . 4 96117 94120 8 . 45 . 4 )2896)(96117)(3 . 01 (6 94 120 ln.84.6210.1214 . 3 f = 2 f 1762 n 4.5 分離軸承的行程 2 的計算 膜片彈簧和壓盤接觸處的軸向變形 1 和小端分離軸承 s 處的軸向變形 2 的關系式 = = = 96117 2396 5 . 1 11 1 1 2 rr rr f f 5.21 mm f1 壓盤的行程 01 szc f = 根據(jù)公式 = + = + = ）（）（852814 . 3 185 . 3 11 1 1 ef rr n 0.822 （5.12） 23 = + = + = )9485(14 . 3 189 1 )( 1 2 2 rr n e 0.711 （4.13） + + + = ff e ff e ff e f e f e f r r r r r r r r r r r r r r r r eh rf ln2 2 11 ln121 2 11 6 22 2 21 3 2 2“ 2 （4.14） + + + = 28 85 ln 28 85 28 94 2 28 85 28 94 2 1 711 . 0 1 28 85 ln1 28 85 21 28 85 2 1 41.80 1 .6210.124.13 2916436 2 2 2 2 2 2 35 2 “ 2 = “ 2 4.82mm =+=+=2.841.25 “ 2 22 10.03 mm 4.6 膜片彈簧的強度校核 膜片彈簧的最大變形= c1 4.8 mm + + = 11 1 1 1 11 1 2 22 2 b 22 1 1 ln 1 3 rrr h rrrrrr h r r r rr u e h f r rr e （4.15) + + = 96-117 .84 962 .84 96-117 .84 96117 8 . 4 2 1 94120 5 . 4 1 94 120 ln94 94120 3 . 01 101 . 2 6 . 2711 . 0 1643 94 8594 14 . 3 3 2 5 b = b 1753 mpa 4.7 膜片彈簧的優(yōu)化 1) 為了保證各工作點，a、b、c 有較合適的位置， （a 點咋凸點 m 左邊，b 點在拐點 h 附近，c 點在凹點 n 附近， ）應正確選擇 b1 相對于拐點 h1 的位置。 24 0 . 1.80 11 1 rr rr h b 907 . 0 96117 94120 5 . 4 3 . 3 11 1 = = rr rr h b 2）為了滿足離合器使用性能的要求， 彈簧的h/h與初始第錐角)/(hrr= 應在一定范圍內，即 .22h/h.61 73. 16 . 2/.54h/h= 15)/(h9rr =11)94120/(5 . 4)/(rrh 3）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定范圍，即 35. 1/r.21r 27. 194/120/=rr 100270 r 3 .926 . 2/1202/2=hr